机电液设计和综合实验原版

1、 机电液设计和综合实验设 计 任 务 书 题目 机电液设计和综合实验学 院 机械工程学院年 级 13 专 业 机械工程班 级 1 学 号 Y06713120 学生姓名 马驰 指导教师 管建峰 张敬妹提交日期 2016年6月 目录 第一章 课程设计任务书.3第二章 液压缸的尺寸确定.5 2.1 液压参数的确定.5 2.2 液压缸内径和活塞杆直径的确定.5 2.3 液压缸壁厚和外径的计算和校核.7 2.4 液压缸工作行程的确定.9 2.5 液压缸缸盖厚度的确定.9 2.6 最小导向长度的确定.10 2.7 缸体长度的确定.11第3章 液压缸的结构设计及校核.12 3.1 缸体与缸盖的连接形式.12

2、 3.2 活塞与活塞杆的连接形式.14 3.3 导向套的结构.16 3.4 密封件的选用.17 3.5 液压缸油口的设计.18 3.5 液压缸的缓冲装置.19 3.6 液压缸的安装连接结构.20 3.7 液压缸进出油口的设计.21 3.8 液压缸主要零件材料的选择.22第四章 液压原理图的设计.26第五章 液压元件的选择.23第六章 心得体会.27第七章 参考文献.28 第一章 课程设计任务书 现代社会新能源的开发和使用是我们作为工程技术人员进行创新开发的方向，现在要求开发一套液压式波浪能发电系统，具体基本示意图见图1-1。图1-1 采能装置示意及基本参数1.1已知条件 1）浮漂的体积V= 0

3、.8 m3； 2）波浪的周期T= 3 S； 3）波浪的浪高H= 0.8 m。4）液压马达的工作压力：P=5-8MPa,假设设计工作压力P=5MPa。1.2设计目的用液压马达驱动发电机工作发电，液压马达要求工作平稳，转速平稳，发电频率稳定。设计过程采用蓄能器稳压、输出采用减压阀稳压。1.3设计过程 1）方案的查询2）液压方案的确定3）相关计算与校核4）液压元器件的选型5）液压系统设计和液压油缸的总体结构设计、液压油缸的主要零部件设计6）计算说明书1.4最终材料1）设计和计算说明书2）液压系统方案3）元器件型号选择表4）油缸总装配图，包括液压缸缸体链接转动机构、缸头链接球轴承结构5）零件图：活塞，

4、前后端盖，链接头、铰链零件等图纸 1.5 最终考核 由综合实验及课程设计部分组合得到（分别占40%和60%）课程设计60%综合实验40%实验调试情况30%设计说明书30%实验报告50%图纸质量30%心得体会20%答辩情况20%论文规范性20% 第二章 液压缸尺寸的确定 2.1 液压参数的确定 设浮标为正方体，其边长为0.4m，设海水的密度为海水=1.0103kg/m3 浮标的密度为浮标=0.5103kg/m3，当浮标的体积浸 入海水时浮标开始上升，浮标功率90%为有效值。浮标=m/v=0.5103kg/m3m=浮标v=0.51030.8=400kgF合=F浮标-G G=mg=1103100.7

5、54000=2000N F浮标=海水vg=1103=6000NF合=2000NW浮标=F合h=600JP浮标=360WQ流量=P浮标P压=m3/sV体=Qt=1.08m3L=V体A=()5=0.06m 2.2 液压缸内径D和活塞杆直径d的确定 图2-1 活塞杆液压缸计算示意图 P1xA1=P2xA2+F式中：P1-液压缸工作压力（Mpa） P2-回油腔背压(Mpa) A1-无杆腔面积(mm) A2-有杆腔面积(mm) F-最大负载（N）A1=D A2=A1-d式中：D-液压缸的内径 d-活塞杆的直径 由L=V体A=A=(D2-d2)得D2-d2=mm2取d/D=0.3时D=55mm d=27.

6、6mm 根据表2-1和2-2液压缸内径尺寸系列和液压缸活塞杆外径尺寸对D和d进行圆整，取 D=63mm d=28mm 表2-1 液压缸内径尺寸系列（GB2348-80） 810121620253240506380（90）100（110）125（140）160（180）200（220）250320400500630 表2-2 活塞杆直径系列（GB2348-80）456810121416182022252832364045505663708090100110125140160180200220250280320360400 2.3 液压缸壁厚和外径的计算液压缸的材料选用无缝钢管，其壁厚按薄壁圆筒公

7、式计算为： 式中：q-液压缸缸筒厚度（mm） Py-试验压力（MPa） 工作压力P16MPa时，Py=1.5P； 工作压力P16MPa时，Py=1.25P; 所以Py=8.25MPa -缸体材料的许用应力（MPa） 无缝钢管的许用应力=100110MPa带入数据得=2.6mm 由计算的公式所得的液压缸的壁厚厚度很小，使缸体的刚度不够，所以用经验法选取壁厚：=10mm由液压缸的壁厚，可求得缸体的外径D1为D1D+2=63+20=83mm 缸体壁厚的验算 1）液压缸的额定工作压力Pn应低于一定的极限值，以保证工作安全，即=37.73MPa式中：D1，D-液压缸的外径和内径（m或cm） -缸体材料的

8、屈服强度（MPa）由前面计算的液压缸的额定工作压力为Pn=10MPa,故满足要求。2）为避免缸体的工作时发生塑性变形，液压缸的额定工作压力Pn应与塑性变形压力PrL有一定的比例关系：=2.3245lg=44.62MPa显然满足要求。3）缸体的径向变形量值应在允许范围内，而不能超过密封件允许的范围：=0.03416式中：Py-液压缸试验压力（MPa）由前面知道 E-缸体材料的弹性模数（MPa）取200GP u-缸体材料的泊松比，取u=0.3在允许范围内，满足要求。4）为确保液压缸安全使用，缸体的爆裂压力PE应大于试验压力Py：PE=2.3410lg=74.67Py计算得出的PE的值远远大于试验压

9、力Py值，所以液压缸可安全使用。 2.4 液压缸工作行程的确定液压缸工作行程长度，可根据执行机构实际工作的最大行程来确定，并参照下表中的尺寸系列来选取标准。表2-3 液压缸活塞行程参数系列（GB2349-80）255080100125160200250320400500630800100012501600200025003200400040638011014018022028036045055070080011001400180022002800390024026030034038042048053060063075085095010501200130015001700190021002400

10、260030003800 由表2-3取行程L=124mm 2.5 液压缸缸盖厚度的确定液压缸有孔时的近似计算公式为：t=0.433D2式中：t-缸盖有效厚度（m） D2-缸盖止口直径（m） d0-缸盖孔的直径（m）计算结果得：t=0.433D2=10.5mm由于缸盖上要进出油口，所以按经验取:t=40mm2.6 最小导向长度的确定 图2-2 液压缸的导向长度 当活塞杆全部外伸时，从活塞支承面中点到缸盖滑动支承面中点的距离H称为最小导向长度（如图）。如果导向长度过小，将使液压缸的初始挠度（间隙引起的挠度）增大，影响液压缸的稳定性，因此设计时必须保证有一定的最小导向长度。 对一般的液压缸，最小导向

11、长度H应满足以下要求:H=37.75mm式中 L液压缸的最大行程 D液压缸的内径 活塞的宽度B一般取B=（0.61.0）D，D=100，故取B=46mm。缸盖滑动支承面的长度L1，根据液压缸内径D而定 当D80mm时，取L1=（0.61.0）d。所以B=(0.61)D=(0.61)140=84140mm 取B=90mm L1=(0.61)d=(0.61)40=2440mm 取L1=40mm 为保证最小导向长度H，若过分增大L1和B都是不适宜的，必要时可在缸盖与活塞之间增加一隔套K来增加H的值。隔套的长度C有需要的最小导向长度H决定，即,此设计不需要用隔套。 2.7 缸体长度的确定液压缸缸体内部

12、长度应等于活塞的行程与活塞的宽度之和。缸体外形长度还要考虑到两端端盖的厚度。一般液压缸缸体长度不应大于内径的2030倍。这里取:内部长度为125+46=171mm。外部长度为160+90+=327mm 第三章 液压缸的结构设计及校核 3.1 缸体与缸盖的连接形式缸体端部与缸盖的连结形式与工作压力、缸体材料以及工作条件有关。下表为液压缸缸体与缸盖的连接形式。表3-1 液压缸缸体与缸盖的连接形式连接方式结 构 形 式 图 例优 缺 点法兰连接优点：1、结构简单，成本低2、容易加工，便于安装3、强度较大，能承受高压缺点：1、 径向尺寸较大2、 重量比螺纹连接的大3、 工艺长度比较复杂些螺纹连接优点：

13、1、外形尺寸较小2、重量较轻缺点：1、端部结构复杂，工艺要求高2、装拆时需要用专用工具外半径连接优点：1、结构简单2、加工装配方便缺点：1、外形尺寸大2、缸筒开槽，削弱了强度连接方式结 构 形 式 图 例优 缺 点内半径连接优点：1、外形尺寸较小2、结构紧凑，重量较轻缺点：1、端部进入缸体内较长 2、缸筒开槽，削弱了强度 考虑到加工成本以及连接可靠性，选择法兰螺栓连接，此种方法连接强度较大，能承受高压。法兰与缸体无缝钢管采用了螺纹连接，这样加工既方便，成本又低，连接又可靠。 螺栓连接校核选取的螺栓为M121.5缸体与缸盖采用螺栓连接时螺纹处的拉压力为：螺纹处的切应力为：合应力为：式中：K-螺纹

14、拧紧洗漱（Pa）静载时取K=1.251.5，动载时取K=2.54； K1-螺纹内摩擦系数，一般取K1=0.12； d0-螺纹外径（m） d1-螺纹内径（m）采用普通螺纹时，d1=d0-1.0825t=12-1.08252=9.835 t-螺纹螺距（m） -螺纹材料的许用压力（Pa）=175MPa n-安全系数，通常取n=1.52.5； -螺纹材料的屈服极限点（Pa） F-缸体螺纹处的所受拉力（N）F=p,p为系统最大工作压力。 Z-螺栓数量 Z=6将各参数带入公式所以= MPa=175MPa,其螺纹连接满足要求。 3.2 活塞与活塞杆的连接形式考虑到成本、加工工艺、工作条件等因素，从以下连接形

15、式中选择活塞杆与活塞的连接结构。 表3-2 活塞杆与活塞的连接结构连接形式结构形式图例特点整体式结构 结构简单，适用于缸径较小的液压缸螺纹连接 结构简单。在振动的工作条件小容易松动，必须用锁紧装置。半环连接 结构简单，装拆方便，不易松动，但会出现轴向间隙。推销连接 结构可靠，用推销连接，销孔必须配铰，销钉连接后必须锁紧，多用于负载较小的场合。 本液压缸设计选择螺纹连接，此连接结构的特点为：结构简单，在振动的工作条件下容易松动，必须用锁紧装置，应用较多，如组合机床与工程机械上的液压缸。 1）活塞杆强度校核 活塞杆在稳定工况下，如果只受轴向拉力或推力，可近似按直杆承受拉压载荷的简单强度计算公式进行

16、校核计算：=59.68MPa=120MPa如果液压缸工作时，活塞杆所受的弯曲力矩不可忽略时，应按照弯曲联合强度考虑，此时计算公式为：式中：-活塞杆压力（Pa） F-活塞杆输出力（N）, F=5F合=7.5104N A1-活塞杆面积（m2） d-活塞杆直径（mm） ymax-活塞杆最大挠度（mm） W-活塞杆抗弯模量数（m3）实心圆截面活塞杆为W=因此活塞杆的强度满足要求。 2）活塞杆与活塞螺纹连接时的螺纹校核活塞杆与活塞连接螺纹的强度按第四强度理论校核式中：-拉压力（Pa） -剪应力（Pa） -合成应力（Pa） k-螺纹连接摩擦系数，一般取k=0.7。得出=110MPa =31MPa =115

17、MPa=120MPa故满足要求 3.3 导向套的结构 活塞杆导向部分的结构包括活塞杆与端盖、导向套的结构，以及密封、防尘和锁紧装置等。导向套的结构可以做成端盖整体式直接导向，也可做成端盖分开的导向套结构，后者导向套磨损后便于直接更换，所以应用比较普遍。导向套的位置可安装在密封圈的内侧，也可以装在外侧。 设计中采用了导向套导向，密封装置为O型密封圈。 选取的螺钉为M81.25缸体与缸盖采用螺栓连接时螺纹处的拉压力为：螺纹处的切应力为：合应力为：式中：K-螺纹拧紧洗漱（Pa）静载时取K=1.251.5，动载时取K=2.54； K1-螺纹内摩擦系数，一般取K1=0.12； d0-螺纹外径（m） d1

18、-螺纹内径（m）采用普通螺纹时，d1=d0-1.0825t=12-1.08252=9.835 t-螺纹螺距（m） -螺纹材料的许用压力（Pa）=175MPa n-安全系数，通常取n=1.52.5； -螺纹材料的屈服极限点（Pa） F-缸体螺纹处的所受拉力（N）F=p,p为系统最大工作压力。 Z-螺栓数量 Z=6将各参数带入公式得：= = =所以= MPa=175MPa,其螺纹连接满足要求。 3.4 密封件的选用 液压缸工作中要达到零泄漏、摩擦小和耐磨损的要求。在设计时，正确的选择密封件、导向套和防尘圈的结构型式和材料是很重要的。从现代的密封技术来分析，液压缸的活塞和活塞杆及其它们的密封、导向和

19、防尘等应作为一个综合的密封系统来考虑，只有具有可靠的密封系统，才能使液压缸有良好的工作状态和理想的使用寿命。 1、活塞与导向套之间的密封防尘：根据新编液压工程手册1440页，选用A防尘圈直径范围为6390，工作温度-30+110，进给速度1，Vc=0.8m/s符合要求。材料为丁腈橡胶在外表面上具有梳子形截面的密封表面，保证了它在沟槽中可靠的定位。根据GB10708.1-89，选择Y形橡胶密封圈，密封槽尺寸为宽6.3mm，深2.9mm。 2、缸筒与缸盖之间的密封：采用O形密封圈，带挡圈的沟槽；根据GB3452.1-92选择O形密封圈。O形密封圈的优点主要有：结构小巧，装拆方便。价格低廉，体积小。

20、既可用于动密封，也可用于静密封。动摩擦阻力较小。使用单件O形圈，可对两个方向起密封作用。 3、活塞与缸筒之间的密封：中间采用Y形密封圈，两边采用带挡圈的沟槽的O形密封圈。 4、其他地方的密封装置：根据GB3452.1-92，根据需要密封的部件尺寸，选择合适的O形密封圈。 3.5 液压缸的缓冲装置 液压缸带动工作部件运动时，因运动件的质量较大，运动速度较高，则在达到行程终点时，会产生液压冲击，甚至使活塞与缸筒端盖之间产生机械碰撞，为防止这种现象的发生，在行程末端设置缓冲装置。 1）前缓冲装置：缓冲套装配在活塞杆上，当活塞杆回程时，快运动到极限位置时形成密封油腔，产生液压阻力，使液压油只能通过前端

21、盖的泄油口流出，且节流阀调节流出的速度，从而达到调节缓冲效果的作用。缓冲套的尺寸由端盖和活塞杆尺寸确定。 2）后缓冲装置：缓冲套通过卡簧与密封装置安装在后端盖上，活塞杆末端加工斜坡，使出油口逐渐减小，当活塞杆运动到极限位置时，行程密封油腔，产生液压阻力，使液压油只能通过后端盖的泄油口流出，且节流阀调节流出的速度，从而达到调节缓冲效果的作用，缓冲套尺寸由后端盖和活塞杆确定。 3.6 液压缸的安装连接结构 根据安装位置和工作要求的不同可有螺栓安装、脚架安装、法兰安装、轴销和耳环安装等如下表所示 表3-3 液压缸安装方式序号安装形式安装简图注1长螺栓安装2径向脚架倾翻力矩比较序号2较小序号4较大3底

22、面脚架4前后脚架5头部外法兰安装螺钉受拉力比较序号6、7较小序号5较大6头部内法兰7尾部外法兰8头部轴销液压缸在平面内摆动活塞受弯曲作用比较9尾部轴销序号8较小序号9较大10中部轴销序号10介于之间11尾部耳环同序号912尾部球头液压缸可在一定的范围内摆动 根据题目要求液压缸安装连接结构采用：序号10中部轴销 3.7 液压缸进出油口的设计液压缸的进出油口，可布置在缸体或前后端盖上。对于活塞杆固定的液压缸，进出油口可设在活塞杆端部。其连接形式有螺纹、方形法兰和矩形法兰等。油口直径d的计算公式为：d=15.6mm式中：d-油口直径（mm） Q-供液流量（mm） 由前面计算得Q=0.57510-3m

23、3/s u-高压管中允许流速（m/s） 当压力P=（2.510）MPa时，u=（35）m/s,取3m/s 参看下表选取液压缸油口的尺寸为：d=M272mm 表3-4 单杆液压杆油口安装尺寸缸体内径D进出油口缸体内径D进出油口25M141.580M27232M141.5100M27240M181.5125M27250M221.5160M32263M221.5200M422 3.8 液压缸用耳环安装结构根据使用部位不同，耳环可分为杆用耳环和钢体用耳环两种。杆用耳环安装在活塞杆的外端，通常用螺纹连接。缸体用耳环一般是固定在缸体的后部，也有固定在缸体的中部。 表3-5 耳环结构耳环类型耳环简图耳环类型

24、耳环简图单耳环（不带轴套）单耳环（带轴套）球铰耳环双耳环 根据题目要求液压缸用耳环安装结构选用：球铰耳环 3.8 液压缸主要零件 液压缸主要零件有缸体、活塞、活塞杆、缸盖、导向套，其材料和参数见下表。表3-6 液压缸主要零件的材料零件名称简图材料材料参数缸体无缝钢管410MPa245MPa取100MPa活塞灰铸铁（HT200）200MPa硬度163255HB活塞杆45钢600MPa355MPa=120MPa缸盖45钢600MPa355MPa导向套耐磨铸铁 第四章 液压系统元件的选择 本设计所使用液压元件均为标准液压元件，因此只需确定各液压元件的主要参数和规格，然后根据现有的液压元件产品进行选择

25、即可。 1）泵的工作压力的确定。考虑到正常工作中进油管路有一定的压力损失，所以泵的工作压力为: 式中： 液压泵最大工作压力； 执行元件最大工作压力；进油管路中的压力损失，本设计中Pp=(5+0.5+)=5.5MPa上式中计算所得的PP是系统的静态压力，考虑到系统在各种工况的过渡阶段出现的动态压力往往超过静态压力。另外考虑到一定的压力储备量，并确保泵的寿命，因此选泵的额定压力PP应满足。中低压系统去小值，高压系统取大值。在本设计中=6.875MPa 为方便计算取10MPa2）泵的流量确定。液压泵的最大流量应为 式中 qp液压泵的最大流量；同时动作的各执行元件所需流量之和的最大值。如果这时溢流阀正

26、进行工作，尚须加溢流阀的最小溢流量23L/min；KL系统泄露系数，KL=1.2=1.25.7510-2=6.910-2m3/s 3）选择液压泵的规格 根据算得的和PP，选用CB-32限压式变量叶片泵，该泵的基本参数为：每转排量q0=32.5ml/r，泵的额定压力Pn=10MPa，电动机转速n=1450r/min，容积效率，总效率。 4）电机的选择 根据功率选择电动机规格的依据，查询电动机产品样本，选用Y100-4型电动机，其额定功率为2.2kW，额定转速为1430r/min。 5）确定油管内径表4-1 允许流速推荐值管道推荐流速/(m/s)吸油管道0.51.5，一般取1以下压油管道25，压力高，管道短，粘度小取大值回油管道1.53 油管内径为： （1-8）根据内径尺寸系列，选取内径为20mm的软管。 6）油箱取经验数据8，故其容积为V=821.6L=172.8L按JB/T79381999规定，取最靠近的标准值V=200L。 液压所用元件如下：表4-1 液压元件表序号名称型号数量1液压缸12单向阀AF3-Ea10B43蓄能器14减压阀15溢流阀Y-10B16泵CB-3217油管8油箱39滤油器XU-80200110电动机Y100-41 第五